某輕卡駕駛室怠速抖動原因及改進

摘要：為解決某輕卡空壓機工作引起的駕駛室怠速抖動問題，測試座椅、發動機和空壓機的振動加速度，分析怠速工況下駕駛室抖動的激勵源、動力總成懸置系統隔振和空壓機往復慣性力，通過仿真和試驗結合設計改進方案，并進行試驗驗證。結果表明：空壓機振動是駕駛室抖動的激勵源，空壓機工作頻率與動力總成多個剛體模態的固有頻率接近，振動隔振效果差；降低空壓機往復慣性質量、優化曲軸過量平衡率降低空壓機本體振動，確定最佳過量平衡率為0.25；將傳動速比由0.68增大為1.00，空壓機工作頻率由8.5 Hz提高到12.5 Hz；優化后，怠速工況下座椅的振動加速度幅值由0.044g（g為自由落體加速度）降低至0.019g，達到客戶主觀評價要求。

關鍵詞：怠速抖動；空壓機；剛體模態；往復慣性力；過量平衡法；空壓機速比

中圖分類號：U463文獻標志碼：A文章編號：1673-6397（2024）03-0073-08

引用格式：汪會斌，余磊，樊士貢，等.某輕卡駕駛室怠速抖動原因與改進［J］.內燃機與動力裝置，2024，41（3）：73-80.

WANG Huibin， YU Lei， FAN Shigong， et al.Causes of the idle jitter of a light truck′s cab and its improvement［J］.Internal Combustion Engine amp; Powerplant， 2024，41（3）：73-80.

收稿日期：2024-03-24

基金項目：滁州市農業物質技術裝備領域揭榜掛帥項目（S202320230906020018）

第一作者簡介：汪會斌（1974—），男，安徽樅陽人，工程師，主要研究方向為小缸徑柴油機設計研發，E-mail：huibin.wang@quanchai.com.cn。

DOI：10.19471/j.cnki.1673-6397.2024.03.012

0" 引言

目前市場上輕卡多采用氣體制動，空壓機是制動的動力源。活塞式空壓機為典型往復式結構，具有工作可靠、容積效率高、價格便宜等優點，但活塞往復慣性力不平衡，往復運動時產生振動［1］，尤其是發動機怠速工作時往復運動產生的振動頻率較低，與動力總成剛體模態的固有頻率接近，難以實現隔振［2］，振動傳遞到駕駛室引起駕駛員不適。

某輕卡搭載活塞式空壓機，發動機怠速工作時，空壓機向壓力罐充氣過程中駕駛室出現劇烈抖動，當壓力罐達到最大壓力，空壓機停止工作后，不再充氣，此時駕駛室抖動有所緩和。本文中根據源-傳遞路徑-響應的分析方法［3-4］，分析怠速工況下駕駛室抖動原因，并提出改進措施。

1" 駕駛室抖動原因分析

根據駕駛室抖動現象的主觀感受，測試相應位置的振動信號，在空壓機的缸蓋、駕駛室座椅導軌、動力總成懸置主動側與被動側4個位置安裝加速度傳感器，傳感器布置位置如圖1所示。

采用ICP型加速度傳感器，量程為0～500g（g為自由落體加速度），精度為0.00 1g；數據采集系統型號為INV3062；由于怠速抖動為低頻振動，采樣頻率設置為200 Hz。本文中測量方向定義為：x向為車輛行駛方向，z向為垂直于地面方向，y向為垂直xz平面方向。

1.1" 激勵源分析

發動機怠速轉速為750 r/min，相應的1、2階頻率分別為12.5、25.0 Hz，空壓機通過曲軸齒輪驅動，曲軸齒輪和空壓機齒輪的齒數比為30∶44，因此氣泵的工作頻率為8.5 Hz（0.68階）。

實測得到的座椅、空壓機、懸置振動加速度信號的頻譜圖如圖2所示。由圖2可知：1）座椅上的振動能量集中在25.0 Hz（2階）和8.5 Hz（0.68階），其中，振動頻率為8.5 Hz時座椅z向的加速度為0.032g，頻率為25.0 Hz時座椅z向的加速度為0.024g，二者幅值基本相當。2）發動機和空壓機的振動能量集中在2階，0.68階能量很小；頻率為8.5 Hz時空壓機z向的振動加速度為0.053g，頻率為25.0 Hz時z向的振動加速度為0.316g，2階振動加速度遠大于0.68階。3）頻率為25.0、8.5 Hz，發動機懸置被動側的振動能量分布規律與座椅相同；頻率為8.5 Hz時發動機懸置主動側z向的振動加速度為0.034g，頻率為25.0 Hz時z向的振動加速度為0.279g；頻率為8.5 Hz時發動機懸置被動側z向的振動加速度為0.021g，頻率為25.0 Hz時z向的振動加速度為0.04g。說明從發動機至座椅的傳遞路徑內0.68階的隔振效果遠低于2階。

為了進一步確認激勵源，拆除空壓機驗證駕駛室抖動現象。空壓機拆除后，駕駛室抖動明顯降低，主觀感受大幅提高，滿足評價要求。因此可以確定空壓機振動是導致駕駛室抖動的主要原因。

1.2" 動力總成懸置分析

1.2.1" 隔振分析

對發動機怠速工況下動力總成懸置的隔振情況進行分析，激勵頻率分別為25.0、8.5 Hz時，動力總成懸置不同方向的隔振效果如表1所示。

由表1可知：振動激勵頻率為25.0 Hz時，發動機懸置和變速箱懸置的隔振效果均較好，隔振率達到80%以上，但激勵頻率為8.5 Hz時的隔振效果很差。

1.2.2" 剛體模態頻率測試

動力總成由發動機和變速箱構成，安裝在輕卡車架上，動力總成兩側對稱安裝4個懸置，懸置安裝位置如圖3所示。懸置采用傳統的橡膠材料，設計計算時將動力總成看成一個剛度無限大的剛體，每個橡膠懸置被簡化為3個相互垂直的帶有阻尼的彈簧，模型如圖4所示，圖4中Rx、Ry、Rz分別為繞x、y、z軸轉動。

動力總成在4組3向彈簧的約束下運動，運動系統具有6個自由度，即x、y、z 3方向的平動和圍繞3坐標軸的轉動，因此該動力總成懸置簡化模型是6自由度有阻尼的振動系統。在測試實際的6個自由度剛體模態時，在動力總成表面布置少量測點勾畫出輪廓形狀，本次測試在動力總成表面選擇20個測點，其中在發動機缸體表面選取8個點，在飛輪殼選取4個點，在變速箱選取8個點。模態測試采用錘擊法，由于動力總成質量較大，為400 kg，選用型號為INV9314的大號力錘，力錘質量為2.8 kg，量程為0～100 kN。測試得到的6個頻響函數如圖5所示，6自由度模態如圖6所示，模態固有頻率及阻尼如表2所示。

由圖5、6可知：模態解耦不徹底，存在模態間的耦合；此外，剛體的固有頻率7.5、8.7、9.3 Hz與空壓機工作頻率8.5 Hz接近。

通過優化動力總成懸置從而改善駕駛室低頻怠速抖動的研究較多［5-7］，基于橡膠懸置自身特點和隔振的設計要求［8］，即保證發動機怠速2階激勵（發動機公告被允許的最高怠速轉速800 r/min時的2階頻率為26.7 Hz）的隔振效果，動力總成6個剛體模態固有頻率為5～15 Hz，因此空壓機的工作頻率必然落在該區間，空壓機工作頻率f與剛體模態頻率f0的比（簡稱頻率比）應在（0，" 2）內。根據隔振原理［9］，單自由度隔振系統幅頻特性如圖7所示，圖中放大因子是響應體振動與激勵源振動的幅值比。空壓機工作頻率位于振動放大區，因動力總成質量很大且無法改變，根據大量仿真計算結果，通過改進橡膠懸置剛度無法達到優化效果。為保證怠速2階激勵的隔振效果，只能通過降低空壓機本體振動激勵和改變工作頻率進行優化。

2" 空壓機往復慣性力分析

往復活塞式空壓機核心運動機構由活塞、連桿、曲軸等部件組成。

活塞在運動過程中的加速度可表示為2個三角函數相加組成的復諧函數，其計算式為：

a=rω2（cos α+λcos 2α），（1）

式中：r為曲柄半徑，m；ω為曲軸運動角速度，rad/s；α為曲柄與氣缸軸線兩向之間的夾角，°；λ為連桿比，是曲柄半徑長度與連桿長度的比。

由式（1）可知：活塞的加速度隨時間做周期性變化，這種變化是引起活塞往復慣性力和整機振動的根源。由式（1）推導出活塞往復慣性力［10］

Fj=mjrω2（cos α+λcos 2α）=Fj1+Fj2 ，（2）

式中：mj為往復運動質量，kg，是活塞組質量與連桿小頭的當量質量和；Fj1為活塞1階往復慣性力，N；Fj2為活塞2階往復慣性力，N。

活塞往復慣性力Fj的受力方向始終沿氣缸軸線方向，由于λ一般為1/5～1/3［11］，所以1階往復慣性力比2階往復慣性力大得多，故重點在于平衡1階往復慣性力，忽略2階往復慣性力。

為了平衡單缸空壓機往復慣性力，常用的方法有雙軸平衡法、單軸平衡法及過量平衡法［12］。雙軸平衡法和單軸平衡法對往復慣性力的平衡效果顯著，但這2種方法需增設平衡軸，結構復雜且成本高。空壓機體積小，增設平衡重會極大增加空壓機體積，因此本文中選用過量平衡法平衡單缸空壓機往復慣性力。

該方法在平衡旋轉慣性力的配重塊上添加額外質量，產生離心力，轉移部分1階慣性力，空壓機核心部件結構如圖8所示。

轉移1階慣性力是將部分沿氣缸軸線方向的1階慣性力轉移到與氣缸軸線垂直的平面內，在一定程度上減輕沿氣缸軸線方向的1階慣性力。

過量平衡法受力分析如圖9所示，圖中ξ為過量平衡率，C=mjrω2，FR為離心力和往復慣性力的合力；FRx、FRy分別為合力FR在豎直方向和水平方向的分力， 由于增加了過量平衡質量，該平衡質量在豎直、水平方向產生的2個離心力分別為：

Fx=－ξCcos α，（3）

Fy=－ξCsin α" 。（4）

與往復慣性力合成后，豎直、水平方向受力FRx、FRy分別為：

FRx =（1-ξ）Ccos α，（5）

FRy=-ξCsin α。（6）

由式（5）（6）可得圖9b）合力矢量的端點軌跡，合力按照橢圓規律變化，1階慣性力的一部分轉移到與氣缸線軸線垂直的平面內，可降低最大合力。

3" 改進方案

通過三維軟件計算原空壓機三維模型中活塞往復運動質量、曲軸旋轉運動質量、平衡往復慣性力增設平衡重的總質徑積、平衡旋轉慣性力質徑積以及平衡往復慣性力質徑積，原始空壓機的相關參數如表3所示。

由表3可得平衡往復慣性力質徑積為1.604 36 g·m，增設平衡重質心距曲軸旋轉中心的徑向距離19.13 mm，可得為了平衡往復慣性力在曲拐處增加的質量為83.866 g，活塞往復運動質量為248.88 g，可得原始空壓機過量平衡率為0.337。不考慮氣缸內工質的壓力影響，僅考慮活塞、連桿、曲軸、

螺栓等部件的自身質量，利用MotionView動力學仿真軟件，對原空壓機工作時往復慣性力的作用效果進行仿真，根據力的傳遞特性，

取原始空壓機連桿軸頸中心處的受力進行驗證，結果如圖10所示。由圖10可得：氣缸軸線垂直方向的受力FRy幅值為12.56 N，由式（6）可得動力學仿真結果中過量平衡率為0.379，理論計算過量平衡率為0.337，擬合結果接近，仿真結果可近似反應真實情況。空壓機原狀態連桿軸頸所受最大合力為50 N。

3.1" 優化過量平衡率

通過更改曲軸三維模型的尺寸，調整過量平衡率，利用動力學仿真軟件MotionView進行仿真計算，以連桿軸頸中心處受力值為評判標準，優化原氣泵的過量平衡率，通過仿真結果可得氣泵的最優過量平衡率為0.31，過量平衡率優化前后空壓機連桿軸頸中心受力仿真結果如圖11所示，圖中FR 、FR1分別為原始和優化原過量平衡率后空壓機連桿軸頸中心處的受力。由圖11可知：優化后，連桿軸頸中心處的最大合力為45 N，優化過量平衡率對往復慣性力的降低效果不明顯。

3.2" 降低活塞組質量

空壓機往復運動質量直接影響振動能量，為了有效降低空壓機振動，嘗試降低減小活塞總成質量。受強度限制，只能通過降低活塞直徑的方式減小活塞質量。為了減少開發成本，在現有空壓機產品中進行了選擇，確定活塞直徑，發動機和空壓機相關參數如表4所示。

選用方案二的空壓機進行優化。減小活塞直徑，活塞往復運動質量mj減小，需要更改空壓機曲軸過量平衡重的質量，重新優化過量平衡率，空壓機速比仍取0.68，減小發動機排量，通過仿真分析驗證，當過量平衡率為0.25時，往復慣性力平衡效果最好，減小活塞直徑后空壓機連桿軸頸中心受力仿真結果如圖12所示，圖中FR2為減小活塞質量后空壓機連桿軸頸中心處的受力。由圖12可知：與原方案對比，連桿軸頸處最大受力由50 N降低為33 N，降幅大于30%，往復慣性力作用效果明顯降低。

4" 試驗驗證

由于動力總成到駕駛室經過的傳遞路徑比較復雜，通過座椅的振動響應對比不同改進方案，可直觀判定改進效果。

在測試振動時，加速度計測試x、y、z 3個方向的振動信號，為了評價振動總能量變化，利用合成的總振動幅度進行頻譜分析。

座椅總加速度

a（t）=" ax2（t）+ay2（t）+az2（t），（7）

式中：t為時間，s；ax（t）為座椅x向加速度；ay（t）為座椅y向加速度；az（t）為座椅z向加速度。

速比為0.68時，對3種空壓機樣件進行驗證，車輛定置，通過對發動機加速實現振動的掃頻功能，通過更改ECU控制數據使發動機的怠速轉速為700 r/min，因為發動機公告的怠速轉速為（750±50）r/min，所以掃頻轉速范圍為700～900 r/min。按照式（7）對振動信號進行計算后再進行階次分析，

提取發動機轉速為700～900 r/min時0.68階振動如圖13所示。由圖13可知：只改進過量平衡率，座椅的振動能量降低不明顯，主觀感受改進效果不好；通過降低空壓機排量使活塞質量降低的方案可使座椅振動能量大幅度降低，降低幅度達到30%以上；空壓機頻率為14 Hz附近振動最大，12 ～13 Hz振動最小，因此怠速工況下空壓機頻率范圍為［12，13］Hz，怠速轉速設為750 r/min，此時發動機1階頻率為12.5 Hz，正好落在該范圍內，使空壓機與發動機轉速相同，速比調整為1，空壓機排量為189.0 L，與原方案相比打氣效率（每分鐘注入壓力罐的氣體體積）略有增加，可保證輕卡的制動性能。空壓機與發動機轉速相同，空壓機怠速工作頻率為12.5 Hz。

改進前后座椅振動如表5所示。由表5可知，該方案實施后座椅振動加速度幅值下降50%。主觀評價抖動感大幅度下降，達到客戶主觀評價限值要求。

5" 結論

分析空壓機引起的駕駛室抖動的相關因素，通過激勵源的優化改進和轉速匹配降低了駕駛室抖動，主觀感受得以改善。

1）駕駛室內主觀感受差、怠速抖動的根本原因是空壓機工作頻率與動力總成多個剛體模態頻率接近，產生共振。

2）優化空壓機過量平衡率，得到最優過量平衡率為0.31，連桿軸頸處得最大受力由50 N減小為45 N，往復慣性力降低不明顯。

3）減小空壓機活塞質量，調整過量平衡率，連桿軸頸處最大受力由50 N減小為33 N，往復慣性力降低明顯。

4）更改空壓機速比，將空壓機工作頻率由8.5 Hz提高至12.5 Hz，增大頻率差，降低共振幅值，試驗驗證座椅的振動加速度幅值由0.044g降低至0.019g，達到主觀評價的要求。

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Causes of the idle jitter of a light truck′s cab and

its improvement

WANG Huibin， YU Lei， FAN Shigong， ZHANG Yongqi， WANG Yang

Technology Center， Anhui Quanchai Engine Co.， Ltd.， Chuzhou 239500， China

Abstract：To find out the problem of cab idle jitter from the operation of a light truck air compressor， the vibration acceleration of the seat， engine and air compressor is measured. The excitation source of cab jitter under idle conditions， the vibration isolation of the powertrain suspension system， and the reciprocating inertial force of the air compressor are analyzed.An improvement scheme is designed via simulation and experimentation， and test verification is performed. The results indicate that the vibration of the air compressor serves as the driving source of cab jitter. The operating frequency of the air compressor approximates the natural frequencies of several rigid body modes of the powertrain， thus leading to a poor vibration isolation effect at this"frequency. By decreasing the reciprocating inertia mass of the air compressor and optimizing the excess balance rate of the crankshaft， the vibration of the air compressor body can be reduced， and the optimal excess balance rate is determined to 0.25. By increasing the air compressor speed ratio from 0.68 to 1.0， the operating frequency of the air compressor has been increased from 8.5 Hz to 12.5 Hz. After the optimization， the vibration acceleration amplitude of the seat under idle condition has been decreased from 0.044g to 0.019g， fulfilling the subjective evaluation requirements of customers.

Keywords：idle jitter; air compressor; rigid body mode; reciprocating inertial force; excess balance method; air compressor speed ratio

（責任編輯：劉麗君）